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摘要：本文用ABAQUS软件进行了内燃机主轴承座的强度分析，计算模型包括缸体、框架、螺栓、轴瓦和曲轴轴颈，计算工况包括螺栓装配载荷工况、轴瓦装配载荷工况、动轴瓦载荷工况，计算结果表明轴瓦孔变形小，能满足最小油膜厚度的要求；螺栓座与框架之间连接处应力大于材料的强度极限，应加大圆角。
关键词：内燃机；主轴承座；ABAQUS
1 序言
为了保证发动机主轴承座设计的可靠性，需要对主轴承座进行强度分析。主轴承座的计算模型如图1所示，由两缸中间截面之间的部分组成，具体的零件有缸体、框架、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦和曲轴轴颈。
2 有限元模型的建立
2.1 整体坐标系的定义
整体坐标系采用右手法则的直角坐标系，如图1，坐标系的中心在曲轴的中心，X轴的方向与曲轴同向，Y轴在发动机的侧向，Z轴与气缸同向。
2.2 主轴承座有限元模型
主轴承座有限元模型的建立采用前处理软件HyperMesh和Patran来完成，然后用ABAQUS软件进行求解。所用单元是二阶的10节点四面体单元，如图1所示。表1为计算汽车发动机主轴承座所需的零件、单元数（二阶四面体）和节点数。
表 1 各零件单元数和节点数
图1 整体坐标系
2.3 材料数据
各零件的材料数据见表3。
3 边界条件和载荷
本文对发动机的3个载荷工况进行了计算和分析，即螺栓装配载荷工况、轴瓦装配载荷工况、动轴瓦载荷工况。
3.1 通用边界条件的处理
图2所示，在两对称面A、B上施加对称边界条件，即所有节点X＝0。
图2 对称边界条件
3.2 螺栓装配载荷工况
零件：框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓
具体的边界条件见图3。
图3 螺栓装配载荷工况边界条件的处理
3.3 轴瓦装配载荷工况
零件：框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦
具体的边界条件见图4。
图4 轴瓦装配载荷工况边界条件的处理
3.4 动轴瓦载荷工况
零件：框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦、曲轴
具体边界条件见图5。
图5 动轴瓦载荷工况边界条件处理
4 结果分析
在前处理软件中将边界条件、材料特性等定义好之后，产生INPUT文件，再用ABAQUS软件求解，将求解结果再调入前处理软件进行结果后处理。其中的接触求解为非线性稳态求解。
4.1 变形结果
主轴承座的整体变形如图5至图13，变形值都比较小，都是可接受的。
图6 螺栓预紧力最大时的整体变形量
图7 螺栓预紧力最大时变形最大的位置
螺栓预紧力分别为45.5kN、43kN的工况下，变形最大值都出现在螺栓头和框架接触处，最大值分别为0.0453mm，0.0429mm，变形值较小，是可接受的。
图8 整体变形量（轴瓦过盈量为66μm）
图9 变形最大的位置（轴瓦过盈量为66μm）
轴瓦过盈量为66μm时，变形最大值出现在下轴瓦和框架接触处，最大值为0.00877mm，变形值非常小。 | 
